Материал: Записка по Курсовому

3. Расчет тихоходной передачи редуктора

3.1 Исходные данные для расчета:

Т₃= 431486 Н*мм - крутящий момент на колесе;

n₃= 83,3 об/мин – частота вращения шестерни;

U= 2 - передаточное отношение;

НВ₁= НВ₂= 350 - твердость поверхностей зубьев шестерни и колеса (термообработка - объемная закалка);

_ва= 0.35 - относительная ширина передачи;

z₁= 22 - число зубьев шестерни;

z₂=U*z₁= 2* 22=44 - число зубьев колеса;

У_F1= 4.04 - коэффициент формы зуба шестерни;

У_F2= 3.63 - коэффициент формы зуба колеса;

К_Н= 1.15 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки при расчете контактных напряжений (, рис.5, с.17);

К_F=1,22- коэффициент неравномерности распределения нагрузки при расчете изгибных напряжений (, рис.7, с.21).

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.1 Базовое число циклов нагружения зубьев шестерни при расчете на контактную прочность:

3.2.2 Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни:

3.2.3 Коэффициент долговечности:

В соответствии с рекомендациями (, с.14) принимаем

3.2.4 Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

3.2.5 Твердость рабочих поверхностей зубьев колеса:

НВ₂=НВ₁-  НВ=350

Поскольку НВ1=НВ2 проектировочный расчет будем вести по  Н1

3.3 Проектировочный расчет передачи

3.3.1 Межосевое расстояние:

К_Н=1,1*К_Н =1,1*1,15=1,265-предварительное значение коэффициента нагрузки

3.3.2 Модуль зацепления:

По ГОСТ 9563-80 примем m= 3,5, мм

3.3.3 Уточним межосевое расстояние:

3.3.4 Ширина колеса:

в₂=а *_ва =119,2*0,35=41,7

Ширина шестерни: в₁=42

3.3.5 Окружная скорость в зацеплении:

3.3.6 Уточненное значение коэффициента динамичности нагрузки:

3.3.7Уточненное значение коэффициента нагрузки:

K_H=K_H * K_HV = 1,15*1=1,15

3.3.8 Действительное контактное напряжение:

3.3.9 Недогрузка:

т.е. условие контактной прочности выполнено.

3.4 Проверка зубьев на изгиб

3.4.1 Определение допускаемых изгибных напряжений:

_{F lim в}=600 Н/мм² - базовый предел выносливости материала зубьев при расчете на изгиб при объемной закалке

К_FC=0,8 -коэффициент изменения цикла (передача)

-коэффициент долговечности (принимаем К_FL=1,0)

3.4.2 Коэффициент динамичности нагрузки для расчета по изгибным напряжениям:

3.4.3 Коэффициент нагрузки:

K_F=K_F * K_FV =1,23*1,01= 1,24

3.4.4 Действительные изгибные напряжения:

< =240 Н/мм², т.е. условие изгибной прочности выполнено.

3.5 Диаметры колес

3.5.1 Делительные диаметры шестерни и колеса:

d₁=m * z₁=3,5*22=79,5

d₂=m * z₂=3,5*44=158,9

3.5.2 Диаметры окружностей вершин:

79,5+2*3,5=86,5

158,9+2*3,5=165,9

3.5.3 Диаметры окружностей впадин:

79,5-2,5*3,5= 70,7

158,9-2,5*3,5= 150,2

3.6 Силы, действующие в зацеплении

3.6.1 Окружные силы:

3.6.2 Радиальные силы:

4. Расчет быстроходного вала

4.1 Определим реакции в опорах

516 Н

1450 Н

263 Н

447 Н

4.2 Определим суммарные реакции в опорах

Н*мм

Н*мм

4.3 Построим эпюру суммарного изгибающего момента и определим опасное сечение в точке С

М_ис= 62850 Н*мм

4.4 Определим приведенный момент в точке С

Н*мм

где = 1,0 - поправочный коэффициент (передача реверсивная)

Т= 76400 Н*мм - крутящий момент на валу

4.5 Определим допускаемое напряжение на изгиб для симметричного цикла

56,44 Н/мм²

где Н/мм² – предел прочности материала вала.

4.6 Вычисление расчетного диаметра вала в опасном сечении

= 24,1 мм.

4.7 Спроектируем вал:

d_ш= 36 мм - диаметр вала под шестерней,

d_п= 35 мм – диаметр вала под подшипником,

d_вх= 32 мм – диаметр вала на входе.

4.8 Расчет вала на жесткость

4.8.1 Определим угол поворота сечения вала в опорах в вертикальной плоскости, проинтегрировав уравнение изогнутой оси вала: